JP2007232154A - ピストンクランク機構のクランクシャフト - Google Patents

Abstract

【課題】複リンク式の機構の慣性力の特性に適したクランクシャフト４を提供する。
【解決手段】本発明のクランクシャフト４は、ピストンにピストンピンを介して一端が連結されたアッパリンクと、このアッパリンクの他端とクランクピン５とを連結するロアリンクと、一端がシリンダブロックに揺動可能に支持され、他端が上記ロアリンクに連結されたコントロールリンクと、を備えた複リンク式のピストンクランク機構に適用される。クランクウェブ４ａの内側の側面１３に、肉厚変化の境界となる段差１４が設けられ、段差１４を境に、内周側が厚肉に、外周側が薄肉となっているが、段差１４の形状は左右対称ではなく、メインジャーナル中心１５とクランクピン中心１６とを結ぶ直線３６より右側に重心が片寄っている。これにより、下死点手前のタイミングにおいて最大となる慣性力を、その方向に合わせて効果的に相殺する。
【選択図】図４

Description

この発明は、内燃機関等に用いられるピストンクランク機構、特に複リンク式のピストンクランク機構におけるクランクシャフトに関する。

内燃機関やレシプロ式コンプレッサに用いられるクランクシャフトは、大まかに言えばクランクシャフトを内燃機関本体に対して回転可能に支承する部位であるメインジャーナルと、メインジャーナルの回転中心より偏心した部位に配置されてコネクティングロッドに連結されるクランクピンと、メインジャーナルとクランクピンとを連結するクランクウェブと、から構成される。また多くの場合、クランクウェブのメインジャーナル中心を挟んでクランクピンと反対側の位置に、カウンタウェイトが設けられている。カウンタウェイトは、クランクウェブにボルト等で連結されるか、あるいは一体に形成されており、メインジャーナル回転中心を中心としたクランクピンおよびこれに連結されるコネクティングロッドによって発生する回転アンバランスを相殺する。

一方、従来の可変圧縮比内燃機関として、特許文献１や特許文献２に記載の複リンク式ピストンクランク機構を用いた構成が知られている。このような可変圧縮比内燃機関においては、運転条件によって最適な圧縮比を任意に選択することができ、内燃機関の高効率化や高出力化、低エミッション化に貢献するばかりでなく、リンク構成の優れた力学特性によってピストン往復方向の回転２次の慣性力を従来の内燃機関よりも著しく低減することができる。

図８は、この公知の複リンク式可変圧縮比内燃機関の正面図（内燃機関前方からクランク軸に平行な視線で見た図）を示し、図９は、このような構成を直列４気筒内燃機関として適用した場合の図８の右側から見た縦断面図を示している。図９において左側が内燃機関前方であり、左側から順に１番〜４番気筒となる。

この公知の複リンク式ピストンクランク機構は、ピストン１にピストンピン２を介して連結されるアッパリンク３と、このアッパリンク３とクランクシャフト４のクランクピン５とを連結するロアリンク６と、クランクシャフト４に略並行に延びるコントロールシャフト７と、一端がコントロールシャフト７に揺動可能に支持され他端が上記ロアリンク６に連結されるコントロールリンク８と、を備える。また、コントロールシャフト７におけるコントロールリンク８の揺動中心と、コントロールシャフト７の回転中心とが偏心しており、このコントロールシャフト７の回転位置に応じてロアリンク６の姿勢が変化し、クランクピン５からピストンピン２までの距離が変化するようになっている。アッパリンク３とロアリンク６とはアッパピン９を介して、コントロールリンク８とロアリンク６とはコントロールピン１０を介して、それぞれ揺動可能に連結される。なお、クランクシャフト７は、内燃機関前端、各気筒間および内燃機関後端の５箇所のバルクヘッドに設けられたメインベアリング１１ａ〜１１ｅによってシリンダブロック１２に保持されている。
特開２００１−２２７３６７号公報 特開２００２−６１５０１号公報 特開昭６３−８８２１７号公報

前述の複リンク式ピストンクランク機構を備えた内燃機関においては、一般の単リンク式ピストンクランク機構に比較して、クランクシャフトの回転運動をピストンの往復運動に変換するという原理は同じであるが、それを実現するためのリンクの構成が異なっているため、異なる力学特性を有している。図１０は、一般の単リンク式内燃機関と上記の複リンク式内燃機関のピストン往復動の加速度を横軸クランク角で図示したものである。図中、符号３０で示す特性が単リンク式ピストンクランク機構における加速度、符号３１で示す特性が複リンク式ピストンクランク機構の加速度特性である。

図示するように、単リンク式の内燃機関ではピストン往復動の加速度の振幅が最大となるのは上死点付近のタイミングであり、ピストン上昇運動を下降運動に移行させる下向き加速度のほうが、下降運動を上昇運動に移行させる上向き加速度よりも振幅が大きい。それに対して複リンク式内燃機関においては、ピストン上昇運動を下降運動に移行させる下向き加速度よりも下降運動を上昇運動に移行させる上向き加速度のほうが振幅が大きく、しかも加速度が最大となるタイミング（符号３２で示す）は、下死点よりも若干手前である。

図１１は、ピストン加速度が最大となる、換言すれば運動部品の慣性力が最大となる下死点手前のタイミングにおける複リンク式内燃機関の各部の受ける慣性力を示したものである。本図では簡略化のために、アッパリンク３、ロアリンク６、コントロールリンク８は、それぞれ直線で図示し、複数の部品を回転可能に連結する連結部位、すなわちピストンピン２、アッパピン９、コントロールピン１０、コントロールシャフト７は、それぞれ点で図示してある。

ここで、ピストン１は下降運動から上昇運動へと移行しつつあるので、上向きの力がピストンピン２から入力されている。ピストン１を押し上げる力はアッパリンク３を経由し、アッパリンク３自身を上昇させようとする力も合計され、アッパピン９を経由してロアリンク６に下向き荷重３３として伝達される。ロアリンク６は、コントロールピン１０が支点、アッパピン９が力点、クランクピン５が作用点となる一種の梃子のように作用し、アッパリンク３からの下向き荷重３３を増幅し、さらにロアリンク６自身の慣性力も加えてクランクピン５に図中左下向きの荷重３４を加える。クランクピン５に伝達された慣性力３４を相殺し、シリンダブロックのメインジャーナルに伝達されるラジアル荷重を最小にするためには、カウンタウェイトが矢印３５方向の力を発生しなければならないが、この力はクランクシャフト４の前方から見た中心線、すなわちメインジャーナル中心とクランクピン５中心とを結ぶ直線３６とは角度がずれている。したがって複リンク式内燃機関において慣性力が最大となる瞬間の慣性力を効率的に相殺するためには、クランクシャフト４のカウンタウェイトの重心は、メインジャーナル中心を原点に、クランクピン中心を上方に、クランクシャフト４が反時計回りに回転するよう図示した場合に、メインジャーナル中心とクランクピン５中心とを結ぶ直線よりも右側に存在していることが望ましい。

従って、本発明は、複リンク式ピストンクランク機構により適したクランクシャフトを提供することを目的とする。

一方、前述の複リンク式内燃機関においては、圧縮比を可変に構成することができるという利点に加え、複リンク式ピストンクランク機構のロアリンク６が梃子のような作用をすることによってクランクスロー（メインジャーナル回転中心からクランクピン５中心までの距離）に比べてピストン往復動のストロークを大きくすることができるという利点を有する。すなわち、単リンク式のピストンクランク機構を用いる従前の内燃機関ではピストン往復動のストロークを拡大するためにはクランクスローを拡大しなければならず、クランクシャフトが回転する際の生存空間を大きくしなければならなかったが、複リンク機構を適切に設計すれば、クランクシャフトの生存空間はコンパクトに保ったままピストンストロークを拡大することが可能であるということであり、特にクランクシャフト４の回転中心よりも下方の内燃機関寸法を小さく保ったまま大排気量の内燃機関を実現することができ、内燃機関ひいてはそれが搭載される車両の低重心化に寄与する。

しかしながら、複リンク式ピストンクランク機構を用いてピストンストロークの拡大をしようとする際、ピストンストロークの拡大分だけ内燃機関の全高が増えるという問題点がある。仮に内燃機関の全高を一定に保ったままピストンストロークを拡大しようとすると、下死点におけるピストン１の位置がクランクシャフト回転中心に近接してくることになり、クランクシャフト４外周部とピストン１の干渉の恐れがでてくる。また、往復運動するピストン１を支えるシリンダボアはおおよそ下死点におけるピストンスカートの位置まで設ける必要が有るので、同様にシリンダボアとクランクシャフト４外周部との干渉の恐れもでてくる。

なお、ピストンとクランクシャフトの干渉問題に着目した従来技術としては特許文献３の例があるが、これはピストン側に切り欠きを設けてクランクシャフトのカウンタウェイトとの干渉を防止するものである。

本発明の第２の目的は、これらの干渉の恐れをクランクシャフト側の形状によって解消し、内燃機関の全高を増やすことなくピストンストロークの拡大を実現することである。

この発明は、ピストンにピストンピンを介して一端が連結されたアッパリンクと、このアッパリンクの他端とクランクシャフトのクランクピンとを連結するロアリンクと、一端が本体部の支持点に揺動可能に支持され、他端が上記ロアリンクに連結されたコントロールリンクと、を備えてなり、クランクシャフトのメインジャーナル中心を原点とし、シリンダボア中心軸と平行にピストン上死点方向を正にｙ軸を設定し、クランクシャフトの回転が反時計回りになる方向から見て右方が正となるようにシリンダボア中心軸と垂直にｘ軸を設定した座標上において、上記コントロールリンクの上記本体部への支持点のｘ軸およびｙ軸座標がいずれも負となる配置を有する複リンク式のピストンクランク機構を前提としている。そして、上記クランクシャフトは、上記メインジャーナル中心を原点として、クランクピン中心を上方にし、かつクランクシャフトが反時計回りに回転するように図示したときに、メインジャーナル中心とクランクピン中心とを結ぶ直線よりも右側に存在するクランクウェブおよびカウンタウェイトの体積が、メインジャーナル中心とクランクピン中心とを結ぶ直線よりも左側に存在するクランクウェブおよびカウンタウェイトの体積よりも大きくなっている。

従って、クランクシャフトの１気筒あたりのカウンタウェイトの重心が、上記の直線よりも右側に配置されることになり、複リンク式ピストンクランク機構が発生する慣性力を、特にその大きさが最大になる下死点手前のタイミングにおいて、その方向に合わせて効果的にカウンタウェイトで相殺することが可能になる。

この発明のクランクシャフトは、例えば、直列４気筒内燃機関に適用される。この場合、クランクシャフトのカウンタウェイトによってリンク類の発生する慣性力が完全に相殺されなかったとしても、隣接する複数の気筒間で慣性力の一部が相殺するため、良好なバランスの内燃機関が得られる。

本発明の具体的な一つの態様では、上記クランクウェブのクランクピン側となる内側面に、該クランクウェブもしくはカウンタウェイトのメインジャーナル中心寄り部分が外周側部分よりも厚肉となるように段差を有し、この段差が、メインジャーナル中心とクランクピン中心とを結ぶ直線に対して左右非対称に構成されている。

このような構成では、厚肉部分の配置が片寄ることで、クランクシャフトの１気筒分あたりのカウンタウェイトの重心が上記の直線よりも右側となる。そして、クランクシャフトの剛性に寄与するクランクウェブのメインジャーナルに近い領域およびメインジャーナルとクランクピンとを連結する領域の肉厚を確保したまま、剛性にあまり寄与しないカウンタウェイト先端側を軽量化することにより、内燃機関の小型軽量化に貢献する。

望ましくは、上記段差より外周側の部分においては、互いに対向する一対のクランクウェブの間隔が、上記ピストンのピストンピンボスの両端の間隔よりも広い。

この場合、内燃機関のピストン行程の下死点近傍のタイミングにおいて、カウンタウェイトとピストンピンボスとの干渉を避けることが可能になり、メインジャーナル中心からピストンピンボス下端までの距離を従来よりも小さくすることが可能になる。従って、従来のクランクシャフトを用いる場合と比較してピストンの下死点の位置を下げることが可能になり、内燃機関の小型化や大排気量化が可能になる。

また望ましくは、メインジャーナル中心から上記段差までの距離の最小値が、メインジャーナル中心からピストン下死点時のピストンピンボス下端までの距離よりも短かく、メインジャーナル中心からカウンタウェイト外周までの距離が、メインジャーナル中心からピストン下死点時のピストンピンボス下端までの距離よりも長い。

従って、カウンタウェイトとピストンピンボスとの干渉を避けつつ、カウンタウェイトの最大外径を大きくすることができ、カウンタウェイトによる運動部品の慣性力を相殺する効果をより顕著に得ることが可能となる。

本発明の一つの態様では、カウンタウェイトの外周の輪郭形状が、メインジャーナル中心と同心の円弧ではなく、メインジャーナル中心からこの外周の輪郭までの距離が、上記メインジャーナル中心を原点として、クランクピン中心を上方にし、かつクランクシャフトが反時計回りに回転するように図示したときに、メインジャーナル中心とクランクピン中心とを結ぶ直線よりも右側の部位において相対的に大きく、左側の部位において相対的に小さい。

このような構成では、カウンタウェイトの外周の輪郭形状が異形となることで、クランクシャフトの１気筒分あたりのカウンタウェイトの重心が上記の直線よりも右側となる。

望ましくは、メインジャーナル中心から上記の外周の輪郭までの距離の最小値が、メインジャーナル中心からピストン下死点時のピストンピンボス下端までの距離よりも短かく、最大値が、メインジャーナル中心からピストン下死点時のピストンピンボス下端までの距離よりも長い。

この構成では、内燃機関のピストン行程の下死点近傍のタイミングにおいて、カウンタウェイトとピストンピンボスとの干渉を避けることが可能になり、メインジャーナル中心からピストンピンボス下端までの距離を従来よりも小さくすることが可能になる。従って、従来のクランクシャフトを用いる場合と比較してピストンの下死点の位置を下げることが可能になり、内燃機関の小型化や大排気量化が可能になる。

また、本発明においては、望ましくは、カウンタウェイトの最大半径が、メインジャーナル中心からシリンダボア下端までの距離よりも大きい。これにより、カウンタウェイトの最大外径よりもメインジャーナル中心に近い距離までピストンを下降させた際においても、ピストンがシリンダボアに安定して保持される。

また、一つの態様では、ピストン往復動のストロークが、クランクピン中心からメインジャーナル中心までの距離の２倍より大きい。

すなわち、本発明では、複リンク式ピストンクランク機構の発生する慣性力を効果的に相殺しつつ、該複リンク式ピストンクランク機構によりピストン往復動のストロークが増幅され、クランクピン中心からメインジャーナル中心までの距離を大きくすることなく内燃機関のストロークを増大させることができる。

そして、このようにピストンのストロークを増大させた際にも、下死点付近のタイミングにおいてピストンとカウンタウェイトとの干渉を効果的に避けることができ、従来のクランクシャフトを用いる機関よりも下死点のピストンの位置をよりメインジャーナル中心に近づけることができ、内燃機関の高さを従来よりも低く維持しつつロングストロークの内燃機関を実現することが可能となる。

この発明のクランクシャフトによれば、複リンク式ピストンクランク機構が発生する慣性力を、特にその大きさが最大になる下死点手前のタイミングにおいて、その方向に合わせて効果的にカウンタウェイトで相殺することができる。

以下、本発明の好ましい一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。なお、複リンク式ピストンクランク機構の基本的な構成自体は前述した公知技術のものと特に変わりがないので、対応する部分には同一の符号を付し、重複する説明は省略する。

図１〜図４は、本発明の第１実施例の説明図である。図１は直列４気筒の複リンク式内燃機関の１気筒分の構成部品を抜き出して図示したものであり、特にクランクシャフト４の回転方向ωが時計回り（右回転）となる方向から見た前面図である。仮に、回転方向ωが反時計回り方向となる方向から見たとすると、図１の左右を反転させた形となるので、この複リンク式ピストンクランク機構は、「クランクシャフト４のメインジャーナル中心を原点とし、シリンダボア中心軸と平行にピストン４上死点方向を正にｙ軸を設定し、クランクシャフト４の回転が反時計回りになる方向から見て右方が正となるようにシリンダボア中心軸と垂直にｘ軸を設定した座標上において、コントロールリンク８のシリンダブロック側の支持点のｘ軸およびｙ軸座標がいずれも負となる配置」を有している。

図２は、図１のＡ−Ａ線断面図である。図３は、図１からピストン１を取り除いて示した図である。また、図４は、図２のＢ−Ｂ線に沿ってクランクシャフト４を切断し、クランクウェブ４ａおよびカウンタウェイト４ｂ部のみを示したものであり、従って、本図の上では、クランクシャフト４の回転方向ωは反時計回り（左回転）となる。つまり、この図４は、「メインジャーナル中心を原点として、クランクピン５中心を上方にし、かつクランクシャフト４が反時計回りに回転するように図示」したものである。

図４に最もよく示すように、本実施例では、クランクウェブ４ａのクランクピン５側の側面１３つまり互いに対向する内側の側面１３に、肉厚変化の境界となる段差１４が設けられており、この段差１４を境に、メインジャーナル中心１５に近い側のクランクウェブ４ａおよびカウンタウェイト４ｂの部分は、遠い側のクランクウェブ４ａおよびカウンタウェイト４ｂの部分よりも厚肉に形成されている。そして、この段差１４の位置は、図の右側ではメインジャーナル中心１５から離れ、また図の左側ではメインジャーナル中心１５に近い。このような段差１４の形状により、クランクウェブ４ａおよびカウンタウェイト４ｂの重心は、メインジャーナル中心１５とクランクピン中心１６とを結ぶ直線３６より右側に存在することになる。したがって内燃機関の運転時に、カウンタウェイト４ｂが発生する慣性力の向きは、図４において右下方向になり、前述の複リンク式ピストンクランク機構による慣性力を打ち消す方向に作用する。なお、カウンタウェイト４ｂの外周１９は、メインジャーナル中心１５を中心とする円弧をなす。

また、図１，図２は、ピストン１の下死点付近のタイミングにおける各部品の配置を表しているが、段差１４を境にメインジャーナル中心１５から遠い側においては、クランクウェブ４ａのクランクピン５側の互いに対向する側面１３ａ間の間隔は、ピストン１のピストンピン２を回転可能に支承するための一対のピンボス１８の両端の間隔よりも広くなっている。同時に、メインジャーナル中心１５から段差１４までの距離は、メインジャーナル中心１５からピストンピンボス１８下端までの距離より小さくなっており、さらに、メインジャーナル中心１５からカウンタウェイト４ｂ外周１９までの距離は、メインジャーナル中心１５からピストンピンボス１８下端までの距離よりも大きくなっている。これにより、ピストン１が下死点にあるときには、ピンボス１８の側方に重なるようにカウンタウェイト４ｂ外周が延びている。

従って、本実施例では、上記のように構成したことにより、単リンク式ピストンクランク機構を用いる内燃機関や従来の複リンク式内燃機関よりも、下死点におけるピストン１の下端からメインジャーナル中心１５までの距離を小さくすることが可能になる。換言すれば、内燃機関のシリンダブロックの高さを一定に保ったまま、本発明のクランクシャフト４を適用することにより、ピストン１のストローク量を大きくすることができ、排気量を拡大することが可能になる。通常の単リンク式ピストンクランク機構を用いる内燃機関においては、ピストンのストローク量はクランクスロー（メインジャーナル中心１５からクランクピン中心１６までの距離）の略２倍であるが、複リンク式ピストンクランク機構を用いる内燃機関においては、ロアリンク６が梃子のような役割をすることにより、クランクスローの２倍以上のピストンストロークが得られる。特に、複リンク式ピストンクランク機構のリンクジオメトリ（各リンク節の長さ）を適切に設定すれば、大きなピストンストローク拡大効果が得られる。図１からピストン１を除いた図３に示すように、本実施例では、シリンダブロック１２のシリンダボア下端２０は、従来の内燃機関より低い位置まで下げられており、メインジャーナル中心１５からシリンダボア下端２０までの距離はカウンタウェイト４ｂの最大半径よりも小さくなっている。つまり、筒状に下方に延びたシリンダボア壁の側方をカウンタウェイト４ｂの外周部が通過する。このように構成することにより、前述のようにピストン１を従来より下方までストロークさせた場合にもピストン１の姿勢を安定させることが可能になる。

次に、図５は、本発明の第２実施例の説明図であり、前述した図４と同様の断面に沿ったクランクシャフト４の断面図を示している。

この第２実施例のクランクシャフト４のカウンタウェイト４ｂは、その外形線（輪郭線）１９が、メインジャーナル中心１５と同心の円弧である部位１９ａ，１９ｃと、メインジャーナル中心１５と同心の円弧ではない部位１９ｂと、で構成されている。また、メインジャーナル中心１５と同心ではない輪郭線１９ｂ上に任意の一点を取ると、メインジャーナル中心１５からその一点までの距離は、メインジャーナル中心１５とクランクピン中心１６を結ぶ直線３６を中央にして、図中右側の部位において大きく、図中左側の部位において小さい。したがって本実施例のクランクシャフト４も、そのカウンタウェイト４ｂの重心は、直線３６よりも図中右側に配置され、複リンク式ピストンクランク機構の慣性力を有効に相殺することが可能になる。

また、本実施例において、メインジャーナル中心１５を中心としたカウンタウェイト４ｂの最大外径は、メインジャーナル中心１５と同心の円弧である部位１９ａ，１９ｃの外径であり、最小外径は、輪郭線１９ｂ上の符号２１で示す点における外径である。この点２１は、ピストン１が下死点となるタイミングでピストン１に最も近接する周方向位置である。本実施例では、カウンタウェイト４ｂの最小外径は、メインジャーナル中心１５から下死点時のピストンピンボス１８下端までの距離より小さく、カウンタウェイト４ｂの最大外径は、メインジャーナル中心１５から下死点時のピストンピンボス１８までの距離より大きい。従って、第１実施例の場合と同様に、カウンタウェイト４ｂの外径を大きくして良好な慣性力相殺効果を確保しつつ、カウンタウェイト４ｂとピストンピンボス１８との干渉を避け、従来よりもピストンストロークの長い内燃機関を実現することが可能になる。

次に、図６は、本発明の第３実施例のクランクシャフト４を示す図４等と同様の断面図である。この第３実施例においては、クランクシャフト４のクランクウェブ４ａおよびカウンタウェイト４ｂの輪郭形状が、メインジャーナル中心１５とクランクピン中心１６とを結ぶ直線３６に対して左右対称ではなく、図中右側の部分に周方向に延びた張り出し部２２が設けられている。これにより直線３６を挟んで図中右側にカウンタウェイト４ｂの重心が片寄り、複リンク式ピストンクランク機構による慣性力を効率的に相殺することができる。

また、図７は、本発明の第４実施例を示しており、この第４実施例においては、クランクシャフト４のクランクウェブ４ａおよびカウンタウェイト４ｂの外形輪郭は左右対称であるが、直線３６よりも図中左側の部位に穴２３が設けられている。これにより図中右側にカウンタウェイト４ｂの重心が片寄り、複リンク機構による慣性力を効率的に相殺することができる。

なお、これらの第３，第４実施例においては、ピストンピンボス１８とカウンタウェイト４ｂとの干渉を防止する作用効果はない。

この発明に係るクランクシャフトを備えた内燃機関要部の断面図。 図１のＡ−Ａ線に沿った断面図。 図１からピストンを取り除いて示す図。 図２のＢ−Ｂ線に沿ったクランクシャフトの断面図。 第２実施例を示す図４と同様の断面図。 第３実施例を示す図４と同様の断面図 第４実施例を示す図４と同様の断面図。 公知の複リンク式ピストンクランク機構の構成説明図。 直列４気筒内燃機関の例の縦断面図。 ピストン加速度を単リンク式と複リンク式とで対比して示した特性図。 複リンク式ピストンクランク機構において慣性力が最大となる瞬間の各部の力を示す説明図。

符号の説明

１…ピストン
３…アッパリンク
４…クランクシャフト
４ａ…クランクウェブ
４ｂ…カウンタウェイト
６…ロアリンク
８…コントロールリンク

Claims (9)

1. ピストンにピストンピンを介して一端が連結されたアッパリンクと、このアッパリンクの他端とクランクシャフトのクランクピンとを連結するロアリンクと、一端が本体部の支持点に揺動可能に支持され、他端が上記ロアリンクに連結されたコントロールリンクと、を備えてなり、クランクシャフトのメインジャーナル中心を原点とし、シリンダボア中心軸と平行にピストン上死点方向を正にｙ軸を設定し、クランクシャフトの回転が反時計回りになる方向から見て右方が正となるようにシリンダボア中心軸と垂直にｘ軸を設定した座標上において、上記コントロールリンクの上記本体部への支持点のｘ軸およびｙ軸座標がいずれも負となる配置を有するピストンクランク機構において、
   上記クランクシャフトは、
   上記メインジャーナル中心を原点として、クランクピン中心を上方にし、かつクランクシャフトが反時計回りに回転するように図示したときに、
   メインジャーナル中心とクランクピン中心とを結ぶ直線よりも右側に存在するクランクウェブおよびカウンタウェイトの体積が、
   メインジャーナル中心とクランクピン中心とを結ぶ直線よりも左側に存在するクランクウェブおよびカウンタウェイトの体積よりも大きいことを特徴とするピストンクランク機構のクランクシャフト。
2. 直列４気筒内燃機関に適用されることを特徴とする請求項１に記載のピストンクランク機構のクランクシャフト。
3. 上記クランクウェブのクランクピン側となる内側面に、該クランクウェブもしくはカウンタウェイトのメインジャーナル中心寄り部分が外周側部分よりも厚肉となるように段差を有し、この段差が、メインジャーナル中心とクランクピン中心とを結ぶ直線に対して左右非対称に構成されていることを特徴とする請求項１または２に記載のピストンクランク機構のクランクシャフト。
4. 上記段差より外周側の部分においては、互いに対向する一対のクランクウェブの間隔が、上記ピストンのピストンピンボスの両端の間隔よりも広いことを特徴とする請求項３に記載のピストンクランク機構のクランクシャフト。
5. メインジャーナル中心から上記段差までの距離の最小値が、メインジャーナル中心からピストン下死点時のピストンピンボス下端までの距離よりも短かく、
   メインジャーナル中心からカウンタウェイト外周までの距離が、メインジャーナル中心からピストン下死点時のピストンピンボス下端までの距離よりも長いことを特徴とする請求項３に記載のピストンクランク機構のクランクシャフト。
6. カウンタウェイトの外周の輪郭形状が、メインジャーナル中心と同心の円弧ではなく、
   メインジャーナル中心からこの外周の輪郭までの距離が、
   上記メインジャーナル中心を原点として、クランクピン中心を上方にし、かつクランクシャフトが反時計回りに回転するように図示したときに、
   メインジャーナル中心とクランクピン中心とを結ぶ直線よりも右側の部位において相対的に大きく、左側の部位において相対的に小さいことを特徴とする請求項１または２に記載のピストンクランク機構のクランクシャフト。
7. メインジャーナル中心から上記の外周の輪郭までの距離の最小値が、メインジャーナル中心からピストン下死点時のピストンピンボス下端までの距離よりも短かく、
   最大値が、メインジャーナル中心からピストン下死点時のピストンピンボス下端までの距離よりも長いことを特徴とする請求項６に記載のピストンクランク機構のクランクシャフト。
8. カウンタウェイトの最大半径が、メインジャーナル中心からシリンダボア下端までの距離よりも大きいことを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記載のピストンクランク機構のクランクシャフト。
9. ピストン往復動のストロークが、クランクピン中心からメインジャーナル中心までの距離の２倍より大きいことを特徴とする請求項１〜８のいずれかに記載のピストンクランク機構のクランクシャフト。
   

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